1、“.....包角也不宜大于，因为过大不仅不利于散热，而且易使制动作用不平顺，甚至可能发生自锁。因此选摩擦片宽度较大可以降低单位压力减小磨损，但的尺寸过大则不易保证与制动鼓全面接触。通常是根据在紧急制动时使其单位压力不超过的条件来选择衬片宽度的。设计时应根据制动鼓工作直径及制动蹄片宽度尺寸系列，选取摩擦衬片宽度，初取。另外，根据国外统计资料可知，单个鼓式车轮制动器总的衬片摩擦面积随汽车总质量的增大而增大。如表所示。而单个摩擦衬片的摩擦面积又取决于制动鼓半径衬片宽度及包角，即式中，以弧度为单位，当确定后，由上式也可初选衬片宽度的尺寸。图根据单个摩擦衬片的摩擦面积，求出，符合规定。摩擦衬片起始角摩擦衬片起始角。般是将衬片布置在制动蹄外缘的中央，并令。有时为了适应单位压力的分布情况，将衬片相对于最大压力点对称布置，以改善制动效能和磨损的均匀性。张开力的作用线至制动器中心的距离在保证制动轮缸或凸轮能够布置于制动鼓内的条件下，应使距离尽可能地大......”。

2、“.....初步设计时可暂定。制动蹄支销中心的坐标位置是与如图所示，制动蹄支销中心的坐标尺寸是应尽可能地小，以使尺寸尽可能地大，初步设计可暂定，。摩擦片摩擦系数及摩擦材料选择摩擦片时不仅希望其摩擦系数要高些，更要求其热稳定性要好，受温度和压力的影响要小。不能单纯地追求摩擦材料的高摩擦系数，应提高对摩擦系数的稳定性和降低制动器对摩擦系数偏离正常值的敏感性的要求，后者对蹄式制动器是非常重要的。各种制动器用摩擦材料的摩擦系数的稳定值约为，少数可达。般说来，摩擦系数愈高的材料，其耐磨性愈差。所以在制动器设计时并非定要追求高摩擦系数的材料。当前国产的制动摩擦片材料在温度低于时，保持摩擦系数已无大问题。取。制动摩擦材料应具有高而稳定的摩擦系数，抗热衰退性能好，不能在温度升到数值后摩擦系数突然急剧下降材料的耐磨性好，吸水率低，有较高的耐挤压和耐冲击性能制动时不产生噪声和不良气味，应尽量采用少污染和对人体无害的摩擦材料。粉末冶金摩擦材料是以铜粉或铁粉为主要成分占质量的......”。

3、“.....用粉末冶金方法制成。其抗热衰退和抗水衰退性能好，但造价高，适用于高性能轿车和行驶条件恶劣的货车等制动器负荷重的汽车。则所选择的车型应该用此种材料。制动器间隙制动鼓制动盘与摩擦衬片摩擦衬块之间在未制动的状态下应有工作作间隙，以保证制动鼓制动盘能自由转动。般，鼓式制动器的设定间隙为取。此间隙的存在会导致踏板或手柄的行程损失，因而间隙量应尽量小。考虑到在制动过程中摩擦副可能产生机械变形和热变形，因此制动器在冷却状态下应有的间隙应通过试验来确定。另外，制动器在工作过程中会因为摩擦衬片衬块的磨损而加大，因此制动器必须设有间隙调整机构。制动蹄摩擦面的压力分布规律制动器摩擦材料的摩擦系数及所产生的摩擦力对制动器因数有很大影响。掌握制动蹄摩擦面上的压力分布规律，有助于正确分析制动器因数。在理论上对制动蹄摩擦面的压力分布规律作研究时，通常作如下些假定制动鼓蹄为绝对刚性在外力作用下，变形仅发生在摩擦衬片上压力与变形符合虎克定律......”。

4、“.....制动蹄在张开力作用下绕支承销点转动张开，设其转角为，则蹄片上任意点的位移为由于制动鼓刚性对制动蹄运动的限制，则其径向位移分量将受压缩，径向压缩为即从图中的几何关系可看到因为为常量，单位压力和变形成正比，所以蹄片上任意点压力可写成亦即，制动器蹄片上压力呈正弦分布，其最大压力作用在与连线呈的径向线上。上述分析对于新的摩擦衬片是合理的，但制动器在使用过程中摩擦衬片有磨损，摩擦衬片在磨损的状况下，按照理论分析，如果知道摩擦衬片的磨损特性，也可确定摩擦衬片磨损后的压力分布规律。根据国外资料，对于摩擦片磨损具有如下关系式式中磨损量磨损常数摩擦系数单位压力磨擦衬片与制动鼓之间的相对运动速度。通过分析计算所得压力分布规律如图所示。图中表明在第次制动后形成的单位面积压力仍为正弦分布。如果摩擦衬片磨损有如下关系式中磨损常数。则其磨损后的压力分布规律为也为常数。结果亦示于图。应该指出......”。

5、“.....也就是说，用上述压力分布规律计算所得的摩擦力矩与实际使用中所得摩擦力矩有极大的相关性。以前有人认为制动摩擦衬片压力分布均匀的设想并不合理。制动蹄片上的制动力矩在计算鼓式制动器时，必须建立制动蹄对制动鼓的压紧力与所产生的制动力矩之间的关系。为计算有个自由度的制动蹄片上的力矩，在摩擦衬片表面上取横向单元面积，并使其位于与轴的交角为处，单元面持不变。凸轮位置的改变是靠装在臂上的涡轮蜗杆副来实现的。图汽车制动蹄间隙调整臂制动器主要零部件的强度计算制动凸轮轴的计算当汽车制动时，凸轮轴承受转矩作用。其危险断面在花键轴处，现对花键轴的内径进行抗扭强度验算式中制动凸轮轴所收的转矩，抗扭截面系数，对于花键轴内径的圆截面为花键轴的花键内径，则，符合要求紧固摩擦片铆钉的剪切应力计算已知铆钉的数目铆钉的直径和材料，即可验算其剪切应力计算得故铆钉数目和规格符合要求......”。

6、“.....制动驱动机构可分为简单制动动力制动和伺服制动三大类。而离得传递方式又有机械式液压式气压式和气压液压式的区别。简单制动系即人力制动系，是靠司机作用于制动踏板上或手柄上的力来作为制动力源。动力制动系是以发动机形成的气压或液压势能作为汽车制动的全部力源进行制动，而司机作用于制动踏板或手柄上的力仅用于对制动回路中控制元件的操纵。在简单制动系中的踏板力与其行程间的反比关系在动力制动系中不复存在，因此，此处的踏板力较小且可有适当的踏板行程。动力制动可分为气压制动系气顶液压制动系和全液压动力制动系三种，本设计选用的是气压动力制动系。制动管路的多回路系统为了提高制动驱动机构的工作可靠性，保证行车安全，制动驱动机构至少应有两套独立的系统，即应是双回路系统，也就是说应将汽车的全部行车制动器的管路分为两个或更多个相互独立的回路，以便当个回路发生故障失效时，其他完好的回路仍能可靠地工作。气压制动驱动机构的设计计算制动气室制动气室分为膜片式和活塞式两种。膜片式的结构简单......”。

7、“.....无摩擦副，密封性较好，但所容许的行程较少，膜片寿命也不及活塞式的。活塞式的制动气室，行程较长，推力定，但有摩擦损失。本设计采用的是活塞式制动气室，制动气室输出的推杆推力应保证制动器制动蹄所需的张开力。的计算为式中表示对凸轮中心的力臂，取表示力对凸轮轴轴线的力臂，取前轮为，后轮为则前轮为了输出推力，制动气室的工作面积为为制动气室的工作压力，取则制动气室推杆的行程为为行程储备系数，取，则制动气室的工作容积为后轮同理也可求出储气罐储气罐有钢板焊成，内外涂以防锈漆，前后轮各选用个的储气罐。结论目前，我国交通事故由于制动器磨损而导致的屡见不鲜。对于制动器的设计的严谨性和标准型及参数的统性是汽车设计的当务之急。本文针对豪华型大客车的标准车型深入研究，根据参数计算该车的气压制动系统执行机构的凸轮式制动器的结构。首先计算制动系统的力和力矩，于此同时，根据我国先阶段的路面附着系数和制动分配力因素计算出制动器的同步附着系数......”。

8、“.....能够推算出制动器因数和最大制动力矩再根据以上求得的条件计算出汽车的制动结构的参数根据结构参数所得的数据再分析制动蹄片上摩擦片上制动力的分配规律和摩擦蹄片上的制动力矩，根据已知条件分析驻车制动时候的上坡和小坡角度是否符合要求。这样更能准确的分析这个制动器的合理性。本分析计算步骤还存在不足之处。是由于各参考文献上的数据和公式并不致，导致有些图形和字母并不能完全吻合对应。二是由于公式多，数据复杂，计算的时候有时会造成计算的误差，以及计算的步骤还不是十分的准确明了。这些还需要在以后的学习中继续改正。参考文献张洪欣主编汽车设计第版北京机械工业出版社,甘乃添汽车电子感应制动控制系统的控制规则研究与仿真广东工业大学王望予,汽车设计第版,吉林大学机械工业出版社，余志生主编,汽车理论第版,清华大学机械工业出版社,方泳龙,制动理论与设计,北京国防工业出版社朱利安哈皮安史密斯主编现代汽车设计概论,北京化学工业出版社,齐志鹏主编汽车制动系统的结构原理与检修,北京人民邮电出版社......”。

9、“.....汽车构造第版,吉林大学人民交通出版社,未知中国论坛,。积为。，其中为摩擦衬片宽度，为制动鼓半径，为单元面积的包角，如图所示。由制动鼓作用在摩擦衬片单元面积的法向力为而摩擦力产生的制动力矩为在由至区段上积分上式，得当法向压力均匀分布时，由式和式可求出不均匀系数驻车计算图为汽车在上坡路上停驻时的受力情况，由此可得出汽车上坡停驻时的后轴车轮的附着力为同样可求出汽车下坡停驻时的后轴车轮的附着力为根据后轴车轮附着力与制动力相等的条件可求得汽车在上坡路和下坡路上停驻时的坡度极限倾角，，即由求得汽车在上坡时可能停驻的极限上坡路倾角为汽车在下坡时可能停驻的极限下坡路倾角为为了使汽车能在接近于由上式确定的坡度为的坡路上停驻......”。